Содержание к диссертации
Введение
1. Бурильные машины вращательного и вращательно-ударного бурения с механической трансмиссией 7
1.1. Конструкции трансмиссий бурильных машин, их развитие и области применения 8
1.2. Надежность трансмиссий бурильных машин 18
1.3. Энергетический метод оценки ресурса элементов трансмиссии 27
1.4. Выводы, цели и задачи исследования 33
1.5. Методы исследования 35
2. Определение влияния неточностей расположения зубчатых колес на ресурс зубчатой передачи 36
2.2. Аналитическое определение потерь в зубчатых передачах при изменении площади контакта 48
2.3. Определение энергоресурса подшипника скольжения 49
2.4. Обоснование расходования энергоресурса элементов трансмиссии с учетом погрешностей их расположения 55
2.5. Выводы по главе 58
3. Экспериментальная оценка потерь в элементах трансмиссии 59
3.1. Лабораторное определение коэффициента трения в подшипнике скольжения в функции скорости скольжения и нагрузки 59
3.1.1. Экспериментальная установка и методика проведения эксперимента 61
3.1.2. Обработка экспериментальных данных. Значения коэффициента трения 67
3.2. Потери в зубчатом зацеплении 75
3.2.1. Стенд для определения потерь потока энергии в зубчатых передачах и методика проведения эксперимента 77
3.2.2. Обработка полученных данных 83
3.3. Выводы по главе 89
4. Математическая модель интенсивности расходования энергоресурса элементов трансмиссии бурильной головки 90
4.1. Структура математической модели 91
4.2. Программная реализация математической модели 94
4.3. Оценка ресурса элементов трансмиссии вращателя бурильной головки 97
4.4. Выводы по главе 102
Заключение 103
Список литературы
- Энергетический метод оценки ресурса элементов трансмиссии
- Обоснование расходования энергоресурса элементов трансмиссии с учетом погрешностей их расположения
- Обработка экспериментальных данных. Значения коэффициента трения
- Программная реализация математической модели
Энергетический метод оценки ресурса элементов трансмиссии
При проведении горных выработок и добычи полезных ископаемых в горных породах разной крепости одной из наиболее трудоемких операций является бурение шпуров и скважин. В горной промышленности для этих целей применяются ручные, колонковые и телескопные перфораторы, а также станки с погружными пневмоударниками.
Для ликвидации малопроизводительного ручного бурения и улучшения санитарно-гигиенических условий труда в горном производстве, во все большей мере, внедряют различные типы буровых кареток и самоходных бурильных установок.
Как правило, на бурильных установках размещается от двух до шести бурильных машин, а на станках - одна, две, иногда, три. Существует практика применения на установках погружного пневмоударника для бурения центральной врубовой скважины.
Одним из направлений научно-технического прогресса, интенсификации процессов добычи руд и других полезных ископаемых является широкое использование высокопроизводительных и надежных конструкций бурильных машин и установок.
Известны способы бурения горных пород с различными коэффициентами крепости , отличающиеся характером воздействия на разрушаемый объем. Области эффективного применения того или иного способа бурения представлены в таблице 1.1.
Применение различных способов бурения по отраслям горнодобывающей промышленности определяется крепостью пород. Процентное соотношение объемов бурения при проходке горных выработок в основных горнодобывающих отраслях промышленности в зависимости от крепости пород представлено в таблице 1.2 [36].
Анализируя данные таблицы 1.2 можно сказать, что основной объем проходки при добыче руд черных металлов, а следовательно, и объем работ по бурению, производится в породах с коэффициентом крепости от 3 до 12. Для цветной металлургии этот диапазон - от 6 до 14, а для угольной промышленности основной объем горнопроходческих работ осуществляется по слабым породам крепостью до 10. Все это обуславливает различные способы бурения по отраслям: в угольной - вращательное, на рудниках черной металлургии - вращательно-ударное и на рудниках цветной металлургии -ударное. Возможно применение комбинации различных способов бурения, соотношение между которыми решается исходя из горно-геологических условий конкретного рудника или шахты, их возможностей в плане обслуживания парка разнородных машин и экономической целесообразности.
Основными критериями выбора бурильных установок являются система разработок, площадь сечения выработок и крепость буримых пород. Преимущественное распространение такие машины получили при камерно-столбовых системах и системах с закладкой. Примером таких работ служат Джезказганские рудники, рудники Норильского горно-металлургического комбината и др.
Машины вращательно-ударного действия признаны самыми производительными и универсальными из известных буровых машин [69], так как не только обеспечивают высокие удельные мощности, подводимые к забою для его разрушения, но и реализуют различные способы бурения (вращательно-ударный, ударно-поворотный, вращательный) и благодаря этому могут применяться в любых горно-геологических условиях. В большинстве случаев все эти машины исполняются с независимым от ударного узла вращателем с механической трансмиссией. Ударный узел может отличаться от вращателя по виду потребляемой энергии, быть пневматическим, гидравлическим или электрическим
Обоснование расходования энергоресурса элементов трансмиссии с учетом погрешностей их расположения
Буровые агрегаты являются важным звеном технологически взаимосвязанного комплекса подземного горного оборудования, включающего (наряду с буровыми) мощные погрузочные и доставочные машины. Частый выход из строя одного из звеньев этого комплекса - в частности буровых агрегатов - вызывает длительные простои дорогостоящего оборудования всего комплекса, а следовательно, большие экономические потери.
Большинство трансмиссий горных машин, с точки зрения надежности, представляют собой цепь последовательно соединенных элементов. В этом случае повышение надежности оборудования должно сводится к повышению надежности деталей и сборочных единиц, лимитирующих ресурс машины. Этого можно добиться реализацией следующих мероприятий: повышение ресурса отдельных наименее надежных деталей машины; обеспечение равноресурсности деталей и составных частей или гарантированных кратных ресурсов сборочных единиц и составных частей в пределах систем машин, каковыми являются например их трансмиссии; полное использование ресурса который имеет элемент машины после изготовления; повышение качества плановых работ по техническому обслуживанию и ремонту оборудования.
Убедительным свидетельством актуальности проблемы надежности буровых агрегатов является опыт их эксплуатации, указывающий на то, что коэффициент готовности этих машин низок и не превышает 0,6-0,7, в связи с чем фактическая производительность агрегатов на 20-30% ниже теоретически возможной [28, 69, 83].
Таким образом, повышение надежности буровых агрегатов - не только научно-техническая, но и технико-экономическая задача. Она требует в сферах конструирования, производства и эксплуатации агрегатов новых научных решений, обеспечивающих одновременное улучшение использования ресурсов. К настоящему моменту проведен ряд исследований, в которых рассматривались вопросы надежности буровых агрегатов. Это известные работы Алимова О.Д., Баранова Л.В., БойковаВ.В., Дворникова Л.Т., Кожевина В.Г., Медового Ю.А., Новикова В.А., Ткаченко A.M., Шереметьева Е.В., Шмуйловича ЯМ., Якунина М.К и др. Работы исследователей в области надежности показывают, что на современном этапе теория надежности стала опираться на целый ряд технических дисциплин. Исследования причин отказов, и разработка мероприятий по их предупреждению основываются на методах теории пластичности, упругости, трения и износа, сопротивления материалов и др. Привлечение этих наук в практику работ по надежности позволяет объективно определить физическую природу отказов. Для исследования причин отказов необходимо иметь достаточный объем данных по надежности объекта исследования.
Наиболее распространенным к настоящему моменту является статистический метод исследования надежности технических объектов, в частности буровых агрегатов.
Дворников Л.Т. предложил схему структурной детализации бурового агрегата [28, 83]. При таком рассмотрении бурового агрегата становится очевидным, что выход из строя какого либо узла приводит к неработоспособности всего бурового агрегата.
В качестве базы для сбора статистической информации о надежности буровых агрегатов использовался большой, организационно объединенный парк машин на Джезказганском горно-металлургическом комбинате (в дальнейшем ДГМК). Были налажены наблюдения на руднике №55 ДГМК, продолжительность которых составила 768 часов, и наблюдаемыми были 19 буровых агрегатов. В процессе наблюдения было зарегистрировано 406 значений наработок на отказ. В то же время были проведены специальные исследования унифицированных вращательно-ударных механизмов типа БГА, в результате получены статистические данные о наработке на отказ, а также данные о виде и числе отказов по элементам вращательно-ударных механизмов типа БГА (табл. 1.5) [28].
Обследование эксплуатации буровых агрегатов на рудниках ДГМК показало [28], что коэффициент готовности этих машин весьма низок - и составляет от 0,6 до 0,7. Средства, затрачиваемые на капитальный ремонт каждого бурового агрегата, составляют не менее 70% от затрат на изготовление нового агрегата. Причем, стоимость запасных частей, расходуемых на капитальный ремонт, составляет наибольшую долю (до 80%) в смете затрат. Трудозатраты только на плановые и текущие ремонты каждого агрегата за весь срок его службы составляют 5000 чел. часов [28, 83].
Обследование ремонтного фонда завода по ремонту горно-шахтного оборудования ДГМК, проведенное Дворниковым Л.Т. показало, что на рудниках создан большой резерв вращательно-ударных механизмов. В процессе наблюдений за безотказностью буровых агрегатов на каждом из них заменено (из специального оборотного фонда) по три - восемь вращательно-ударных механизмов типа БГА. Резервирование БГА замещением используется на рудниках в связи с потребностью производства обеспечить уменьшение простоев агрегатов из-за частых отказов вращательно-ударных механизмов.
Обработка экспериментальных данных. Значения коэффициента трения
Для измерения момента трения в опоре скольжения в нижней части корпуса установки смонтировано измерительное устройство, состоящее из укрепленного на обойме 13 рычага 20, и укрепленных на корпусе неподвижного кронштейна 21 с индикатором часового типа 22 и качающегося кронштейна 23 с измерительной пружиной 24 и индикатором часового типа 25. Ножка верхнего индикатора упирается в рычаг, а ножка нижнего индикатора -в измерительную пружину, которая в свою очередь упирается в пяту рычага. Качающийся кронштейн закреплен на стойке 26 на с возможностью ограниченного поворота винтом с маховиком 27. На неподвижном кронштейне имеется жесткий упор 28 ограничения поворота рычага. Для уравновешивания рычага служит груз 29, перемещающийся по резьбе на штанге 30, укрепленной с другой стороны обоймы. Индикаторы часового типа, используемые для измерения моментов трения в подшипнике скольжения, имеют цену деления 0,01 мм.
Система подачи масла в подшипник состоит из масляного бачка 31, расположенного в верхней части корпуса, крана 32 с маховичком, трубки 33, подающей смазку в воронку обоймы и далее в подшипник. Слив масла с подшипника осуществляется в масляную полость 34, расположенную в нижней части корпуса. Для подогрева масла над масляным бачком установлено нагревательное устройство 35 мощностью 1,0 кВт.
Для плавного регулирования частоты вращения приводного электродвигателя был использован преобразователь частоты 9 марки ACS201-2Р7-1-00-10. Для питания преобразователя частоты трехфазным напряжением 220 В в состав установки включен трансформатор напряжения 5 марки ТСЗ 1,5/1: мощностью 1,5 кВт; число фаз 3-50 Гц; соединение в звезду ВН-380В,НН-220В.
Модернизация стенда по испытанию подшипников скольжения, применением частотного регулирования скорости вращения приводного электродвигателя позволила обеспечить бесступенчатое регулирование скорости вращения шпинделя установки (цапфы подшипника) в широком диапазоне от 5 рад/с до 145 рад/с.
Учитывая хорошую повторяемость результатов экспериментов, для определения действующих значений коэффициентов трения в испытуемой опоре скольжения в зависимости от скорости вращения цапфы и нагрузки на подшипник было решено провести ряд равноточных измерений моментов трения в подшипнике, и исходя из полученных данных, обратным пересчетом по известным методикам [79] определить искомые значения коэффициентов трения. Учитывая рекомендации [18, 73, 74] для обеспечения точности проведения экспериментального исследования было принято за истинное значение брать среднее арифметическое десяти равноточных измерений. По результатам проведенных измерений определялся момент трения в исследуемом подшипнике: MT=sduIK, (3.1) Мт - момент трения в подшипнике скольжения, Нм; Sdu - показания индикатора часового типа, дел; к„, - тарировочный коэффициент измерительного устройства установки, „ =136,92. Тарировочный график измерительного устройства стенда представлен в приложении 4 рис. П4.1.
Для получения зависимостей коэффициента трения от различных скоростных и нагрузочных режимов экспериментальные исследования были разделены на несколько серий экспериментов. Каждой серии опытов соответствовало определенное значение скорости вращения цапфы испытуемой модели подшипника скольжения, которое поддерживалось постоянным и контролировалось тахометром часового типа ТЧ10-Р ГОСТ 21339-82 класс точности 1 (поз. 37 на рис. 3.1.) , при этом нагрузка на подшипнике изменялась в диапазоне от О Н до 5000 Н. При проведении каждой серии экспериментов производились следующие операции. 1. Перед началом измерений заливалось масло в масляный бачок (см. рис. З.1.), находящийся в верхней части корпуса установки, используемое для смазки подшипника скольжения, после чего включалось нагревательное устройство масляного бака. Температура масла поддерживалась равной 50±0,5С, и контролировалась стеклянным термометром 36 с ценой деления 1 С (ГОСТ 2823-79) и диапазоном измерения температур от 0 С до 100 С. Далее подшипник нагружали усилием в 200 Н проверяли подвижность его обоймы вдоль вала. Обойма 13с рычагом 20 выставлялась в горизонтальное положение, при этом зазор между рычагом и жестким упором 28 был не менее 2 мм. Маховичком 27 подвижный кронштейн 23 подводился так, чтобы измерительная пружина 24 вошла в соприкосновение с пяткой рычага 20. Верхний индикатор выставляли так, чтобы его показания были 4мм, при этом подвижную шкалу устанавливали на нуль. Нижний индикатор выставлялся на показания 1мм, и подвижную шкалу также устанавливали на нуль. После включения преобразователя частоты (в дальнейшем ПЧ) в его память вводили технические характеристики двигателя установки. На ПЧ выставлялось выходное напряжение с частотой 10 Гц, и двигатель кратковременно запускался, при этом вал стенда должен был вращаться против часовой стрелки. При необходимости делался реверс, после чего настройки записывались в память ПЧ. Масло подавалось в подшипник каплями (примерно 25-30 капель в минуту) и производился пуск установки на 1-2 минуты. После остановки приводного двигателя подшипник разгружали и производили корректировку нулевого положения индикаторов. В прогретой установке отклонение индикаторов от нулевого положения при нагружении установки в 5000 Н не превышало 2-3 деления. После выполнения указанных мероприятий, установка считалась готовой к проведению эксперимента.
Программная реализация математической модели
Поскольку коэффициент а есть величина постоянная для данного двигателя, зная его величину и величину мощности , потребляемой приводным электродвигателем стенда в процессе эксперимента, получают величину полезной мощности Р2, идущей на преодоление сил сопротивления в системе стенда с учетом потерь в электродвигателе: нагрузки, і рафическая аппроксимация полученных экспериментальных данных о потерях потока энергии в зависимости от нагрузки представлена на рис. 3.8 /для возможности сравнения результатов настоящег о исследования с другими данными, были рассчитаны контактные напряжения в испытуемом зацеплении по методике, предложенной в ГОv Т 21354-87 и получены зависимости потерь потока энергии в зацеплении от действующих контактных напряжений при заданных ширинах контакта. Полученные графики и изолинии моментов нагружения стендовой передачи представлены на рис. 3.9. Аппроксимация производилась с помощью программы iviicrosort ьхсеї 2wz из пакета программ
. Анализируя рис. 3.8 и рис. 3.9 можно сказать, что при одинаковой нагрузке и изменении ширины контакта более чем в три раза заметной разности в величине потерь потока энергии в испытуемом зубчатом зацеплении не замечается. Поскольку ширина контакта в каждом конкретном случае была различной, то различались и контактные напряжения, возникающие на поверхностях контактирующих зубчатых профилей (см. рис. 3.9). Таким образом, при различных уровнях контактных напряжений были получены близкие по величине потери потока энергии в зацеплении.
Многочисленные авторы отмечают, что при определенных условиях количество рассеиваемой в объекте энергии может изменяться, в то время как величина общих потерь остается практически неизменной [51, 54, 55, 65]. Таким образом, при постоянном уровне нагружения испытуемой зубчатой передачи, при уменьшении ширины контакта происходит изменение энергетического баланса. Потери потока энергии от внешнего трения уменьшаются с соответствующим увеличением поглощаемых потерь в детали, идущих непосредственно на разрушение кристаллической решетки материала. Подобное обстоятельство говорит о необходимости учета интенсификации расходования энергоресурса зубчатого зацепления при возникновении перекосов в передаче, и соответствующем изменении нагруженности зубчатого венца по ширине. Поскольку, предположение, сделанное ранее о неизменности потерь потока энергии в зубчатом зацеплении нашло свое экспериментальное подтверждение, то коэффициент кР, описанный во второй главе настоящей работы, может применяться для учета интенсификации расходования энергоресурса зубчатого зацепления при возникновении перегрузок на отдельных участках ширины взаимодействующих зубчатых колес. 3.3 ВЫВОДЫ по ГЛАВЕ
На основе анализа результатов, проведенных экспериментальных исследований сделаны следующие выводы: 1. Подшипник скольжения, установленный в трансмиссии бурильной головки БГА работает в режиме полужидкостного трения. 2. Структура полученного выражения (3.12) идентична выражению Гюмбеля (2.37), и дополнительно включает нелинейно изменяющиеся в зависимости от скорости параметры, вместо постоянного коэффициента к в выражении Гюмбеля и не противоречит теории Крагельского И.В. о нелинейном изменении коэффициента трения при граничной смазке в зависимости от скорости вращения вала и нагрузки на подшипник. 3. Полученное полуэмпирическое выражение (3.12), дает возможность оценить коэффициент трения в реальной опоре при скоростях скольжения в диапазоне от 0,25 м/с до 1,27 м/с, и вариации нормальных нагрузок действующих на подшипник в диапазоне от 500Н до 5000Н. 4. Экспериментальные исследования зубчатых передач показали, что при одинаковой нагрузке, при изменении ширины контакта и соответствующем изменении контактных напряжений заметной разности в величине потерь потока энергии в испытуемом зубчатом зацеплении не замечается. 5. При постоянном уровне нагружения испытуемой зубчатой передачи, при уменьшении ширины контакта происходит изменение энергетического баланса с соответствующим увеличением поглощаемых потерь в детали, идущих непосредственно на разрушение кристаллической решетки материала. 6. Учет интенсификации расходования энергоресурса зубчатого зацепления следует осуществлять с помощью коэффициента кр, учитывающего нагруженность передачи.
